机械设计课程设计-二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计

1、机械设计项目案例实训设计题目 ：二级圆锥-圆柱齿轮减速器全套图纸加扣 3346389411或3012250582姓 名 院（系） 机电工程学院专业班级 机械173学 号 指导教师 机械设计项目案例实训任务书指导老师：专业 机械173 学号 姓名 设计题目：二级圆锥-圆柱齿轮减速器原始数据：一、 参考传统方案1 电动机 2联轴器 3圆锥齿轮减速器 4链传动 5链式运输机 附图C二、工作条件1.链板式输送机在仓库或车间运送成件物品等;2.输送机运转方向不变，工作载荷稳定;3、减速器小批生产，使用期限5年。4、工作平稳，经常满载，引链容许速度误差为5%。三、原始数据曳引链拉力F（N） ：10000曳

2、引链速度v（/）：8曳引链链轮齿数Z：8曳引链节距p（）：80四、设计的内容1.传动方案的分析与拟定2.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3.传动件（如齿轮或蜗杆传动、带传动的设计）4.轴的设计5.轴承及其组合部件的设计6.键联接和联轴器的选择与校核7.润滑设计8.箱体、机架及附件的设计9.装配图和零件图的设计与绘制10.设计计算说明书的编写五、各阶段时间安排 总计：二周12天（包括周六、日）1、准备阶段和计算（2天，包括老师讲授） 1）明确设计任务（基本内容、步骤和要求） 2）根据任务熟悉有关资料（指导书、模型、实验、录象等） 3）方案设计4）运动和动力参数（电机、传动比分配、各轴扭

3、矩）2、草图结构设计及计算（3天） 1）零件（如齿轮、键、联轴器）结构及计算 2）轴系、箱体及配件的结构 3）轴的强度校核3、装配图（3）4、零件图（1天）5、技术文件的整理、说明书的编写（2天）6、交材料、审图（1天）（第二周四开始、周五全部结束、鼓励提前完成）六、工作量要求及材料的提交设计成果要求1、工作量要求及设计成果1）装配草图：一张零号坐标图（可以手画、允许修改） 2）正式装配图：一张装配图。包括标题栏、明细表、序号、四种尺寸、技术要求。 3）零件图：两张零件图（中间轴和大齿轮） 4）说明书：参照标准格式，大约一万字左右（包括摘要，目录、图表、参考资料等，正式说明书计算机打印。计算过

4、程手写、注意材料的留底）2、材料递交与装订：1）封面注明：姓名、学号、班机、专业、设计题目、设计内容 2）装订顺序：封面、任务书、说明书，装配图纸、零件图纸。机械设计项目案例实训说明书目录电动机类型选择：6传动装置运动及动力参数的计算7传动零件的设计计算9直齿圆锥齿轮传动设计14轴的设计计算16键和滚动轴承的选择和计算23润滑方式及密封件的选择26箱体结构设计26参考文献：30 设计的内容设计计算及说明结果一、电动机类型选择：1.电动机容量选择： （1）工作机所需功率Pw=FV=10*0.34=3.4KW (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率：=/为从电动机到工作机

5、主动轴之间的总效率，即=-锥齿轮传动效率取0.97 -圆柱齿轮传动效率取0.98-球轴承传动效率（四对）取0.994 -弹性联轴器效率取0.99 要求电动机的有效功率为：=/=4.15kw（3）电动机类型根据有粉尘的要求选用Y（IP44）系列电动机查得型号Y132S-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率Pe=5.5kw满载转速n=1440r/min满载时效率=85.3%功率因数cos=0.87额定转矩T=2.2 满载时输出功率Pr=Pe=55000.853=4691.5wPr略大于Pd，在允许范围内二、分配传动比 鼓轮工作转速：=601000V/D=23.89 r/min由于两级圆锥-圆柱齿

6、轮减速器一般传动比为10-25，链式传动比范围3-7。故电动机的转速的可选范围为=(30-175） =（716.74180.75）r/min。 查机械设计课程设计可选额定功率为7.5kw，同步转速为750r/min，1500r/min 的电动机都符合，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高,所以应综合考虑电动机和传动装置的价格及总传动比电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）启动转矩最大转矩同步满载Y132M2-6 5.57501440 2.0 2.2 四、传动装置运动及动力参数的计算1.传动装置总传动比和分配各级传动比=720/23.89=30.14为了使减速器的传动

7、比均匀点，链传动比25，则取，高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，为了使锥齿轮直径不至于过大，尽量使3，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取=2 =5.2取定各传动比，当前的总传动比传动后运输链速度的误差为：=，在运输链允许误差5%内。2.计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速=720r/min=720/2=360r/min /=360/6.5=55.38r/min=55.38r/min=55.38/3=18.46r/min（2）各轴输入功率 （3）各轴转矩 将计算结果汇总列表如下：项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III轴IV工作机轴 V转速（r/min）72072036

8、055.3855.3818.46功率（kw）6.536.466.145.905.785.44转矩()86.6285.74162.98813.85797.652250.57传动比125.213 五、传动零件的设计计算1.斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=6.14kw、小齿轮转速为=360 r/min、齿数比为5.2。工作寿命15年，每年300天，每天16小时，二班制，链式输送，有轻微振动，转向不变。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 a.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） b.材料选择 小齿轮材料为40Cr（调质），

9、硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。c.选小齿轮齿数20,则大齿轮齿数 初选螺旋角。（2）按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算a.确定公式内的各计算数值试选载荷系数=1.6查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.450查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.887 =1.652由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =607201（2830020）4.147210h N=0.401X10h查教材10-19图得：K=0.9 K=0.95查取齿轮的接触疲劳强度极限650M

10、pa 550Mpa 由教材表10-7查得齿宽系数=1小齿轮传递的转矩=47.77N.m齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.9650=585=0.95550=522.5 许用接触应力为 b.设计计算按式计算小齿轮分度圆直径 =计算圆周速度0.706m/s计算齿宽b及模数 b=43.04mm= 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.252.105=4.74 = =9.08 计算纵向重合度=0.318tan=0.318X1X20tan=1.352 计算载荷系数K 系数=1.25，根据V=0.706m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.0

11、2 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由教材图表(表10-4）查得=1.418 查教材图表（图10-13）得=1.350 所以载荷系数=2.531 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径= 计算模数= (3)按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计a.确定公式内各计算数值计算载荷系数 =2.433根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.98计算当量齿数=21.37 =96.18查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.7452 ，=2.18764查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5637 ，=1.78618查教材图表（

12、图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=540MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得=计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大(选用).b.设计计算计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强

13、度算得的分度圆直径d=50.102来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=24.48 取z=24 那么z=4.524=108(4)几何尺寸计算a.计算中心距 a=134.949 圆整为135mmb.按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.c.计算大.小齿轮的分度圆直径 d=49.091 d=220.901d.计算齿轮宽度 B= e.结构设计 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为53.901mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为224.901mm 采用腹板式结构其零件图如下直齿圆锥齿轮传动设计已知输入功率为=6.46kw、小齿轮转速为=1440r/min、齿数比为

14、2，由电动机驱动。工作寿命5年（设每年工作300天），二班制，链式输送，有轻微振动，连续单向运动。 （1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数a.圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） b.材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。c.选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 (2)按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： a.确定公式内的各计算值试选载荷系数=1.8小齿轮传递的转矩=15.38Nm取齿宽系数查图10-21齿面硬度得小齿轮的

15、接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 由教材公式10-13计算应力值环数 N=60nj =609401（2830020）=5.41410hN=1.80510h查教材10-19图得：K=0.88 K=0.9齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: =0.88650=572 =0.9550=495b.设计计算试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得计算圆周速度V2.57m/s计算载荷系数 系数=1.25，根据V=2.57m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.10查图表（表1

16、0-3）得齿间载荷分布系数=1.2根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875，得载荷系数 =3.094按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得=5）计算模数M（3）按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式：ma.确定公式内各计算数值计算载荷系数 =1.25X1.1X1.2X1.875=3.094计算当量齿数=24.24=218.20由教材表10-5查得齿形系数应力校正系数由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.825 K=0.86计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得

17、= =计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.b.设计计算，取M=2mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=62.465来计算应有的齿数.轴的设计计算根据机械设计手册选择轴的材料为45号钢，经调质处理，抗拉强度=640Mpa，屈服强度极限=355Mpa，弯曲疲劳极限=275Mpa，剪切疲劳极限=155

18、Mpa，许用弯曲应力=60Mpa，(2545)。1.高速轴的设计确定输入轴上的功率P，转速n和转距T由前面可知 、求作用在小锥齿轮上的力圆周力：径向力：轴向力：初步确定轴的最小直径根据机械设计中以下式子来初步估算轴的最小直径：若锥齿轮与轴分开，则其键槽底面到齿根的距离，故可不用做成齿轮轴。考虑轴端开有键槽，因此轴的最小轴径增大5%7%，则显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距：取K故查机械设计手册选用的弹性套柱销联轴器,半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=38mm，公称转矩为31.5Nm ，所以取最小轴径20mm。轴的结构设计（

19、1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：图3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=36mm。初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取单列圆锥滚子轴承33006，其尺寸为30mm55mm20mm所以而=20mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计手册查得33006轴承的定位轴肩高度，因此取，。为了使套筒可靠的压紧右边的轴承，故56段的长度略小于轴承的宽度20，取。取安装锥齿轮的轴段

20、直径，67段的长度根据锥齿轮的轮毂和套杯的相对位置来确定，暂定取。轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。为了使高速轴有较好的刚度，取。所以取。轴上零件的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6

21、-R2适当选取。（5）、求轴上的载荷（33006型的a=13mm。所以俩轴承间支点距离为69mm 右轴承与齿轮间的距离为39mm。）6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图可知右端轴承支点截面和锥齿轮作用点为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为右轴承= 9.62Mpa锥齿轮：，=20.38Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。2.中间轴的设计中间轴的各方面尺寸、形状设计以及校核同高速轴设计的方法相似，这里不再赘述。以下为最终设计结果及示意图。轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：图7表4根

22、据已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1可得故安全。3.低速轴的设计查机械设计手册选用的弹性套柱销联轴器。低速轴的各方面尺寸、形状设计以及校核同高速轴设计的方法相似，这里不再赘述。以下为最终设计结果及示意图。1、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：图10表55.较验低速轴根据第三强度理论进行较核，其校核结果为：故可知其安全，同理校核另一截面也满足，故该轴是安全的。 键和滚动轴承的选择和计算1.键1.高速轴的键连接 A)高速轴的输入端与联轴器的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表6-1（P106）得，因，故取键长。 B ) 小锥齿轮与高速轴

23、的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表6-1（P106）得，因，故取键长。2.中间轴的键连接 A)小斜齿轮与中间轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得，因，故取键长。 B ) 大锥齿轮与中间轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表6-1（P106）得，因，故取键长。3.低速轴的键连接 A)低速轴的输出端与联轴器的键连接：采用普通半圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表6-1（P106）得，因，故取键长。 B ) 大斜齿轮与低速轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由，查“机械设计书”中表6-1（P106）得，因，故取键长

24、。键的强度校核：上述键连接都属于静连接，其主要失效形式是工作面被压溃，因此根据“机械设计书”中式6-1（P106），其中，（A型）（B型）。轴径键的工作长度键型转矩Nm极限应力高速轴2028A15.3818.3MPa2532A15.3810.7MPa中间轴3028A47.7732.5MPa2850A47.7719.5MPa低速轴5040A189.1542.0MPa3250B189.1559.1MPa表6由于键采用静连接，轻微冲击，材料选用45钢，所以许用挤压应力，因此上述键皆安全2轴承1.高速级轴轴承根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为33006。其主要参数：，,，。查“机械设

25、计书”中表13-5（P321）得当时，X=1,Y=0。当时，X=0.40,Y=Y。计算轴承的受力： A)支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得： B)附加轴向力（对滚动轴承而言） C)轴向外载荷计算各轴承的轴向受力：经过分析，由于，因此轴承1被压紧，轴承2被放松，可得实际轴向力：计算各轴承的当量载荷：由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表13-6（P321)得。由于因此由于因此计算轴承寿命：理论寿命：使用要求寿命：由于，因此此对滚动轴承满足寿命要求。2中间轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为33005。其验算过程如高速轴承类似。其主要参数：，,，。3低速轴轴承的选

26、择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为32909。其验算过程如高速轴承类似。其主要参数：，,，。五、联轴器的选择因轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，此处选用弹性套柱销联轴器。根据工作时转矩变化很小，并且属于运输机类的，原动机为电动机，据此查“机械设计书”中表14-1（P351）得根据“机械设计书”中式14-1（P351）转速查“机械设计手册”选用弹性套柱销联轴器，其技术参数：许用转矩，许用转速，可选孔径：20、22。结构参数：两个半联轴器选用长圆柱孔（J1型），A型槽，电动机的输出直径及长度为，减速器的输入直径及长度为。润滑方式及

27、密封件的选择(一) 齿轮的润滑在减速器中齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度v而定，高速级齿轮的圆周速度约为2.57m/s，低速级的齿轮圆周速度约为1.27m/s，采用浸油润滑。高速级大齿轮与低速级大齿轮半径相差17.5mm，可以直接浸油润滑，不需另设溅油轮，低速级大齿轮离池底30mm，大斜齿轮应至多浸油1/3的分度圆半径，故最高油面取66.7mm，而大锥齿轮的润滑条件为至少浸没0.5b（b：圆锥齿轮齿宽），因此，油面高度取60mm，润滑油选用L-CKC68。（二）滚动轴承的润滑根据“机械设计书”中表13-10（P332）中的dn值，选定滚动轴承的润滑方式为脂润滑。（三）密封方法的选取减速器需要密

28、封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接合能力面和轴承盖，窥视孔以及放油的接合面等处。为了使减速器的分箱面不漏油，应在装配减速器时在分箱上涂密封胶。选用凸缘式端盖易于调整，检查孔盖板以及油塞，油标等处需装纸封油垫（或皮封油圈），以确保密封性。对于轴伸出端的密封，主要是为了使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外的杂质，水及灰尘等侵入轴承处，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈油封，毡圈油封的结构简单，价格便宜，安装方便，但与轴颈接触，对轴颈的磨损较严重，因而功耗大，寿命较短。至于轴承内侧的密封，采用挡油板密封，防止过多的机油进入轴承，破坏脂润滑的效果。箱体结构设计箱体的尺寸及数据如

29、表：名称符号减速器形式及尺寸单位mm圆锥齿轮减速器机座壁厚10机盖壁厚10机座凸缘厚度15机盖凸缘厚度15机座底凸缘厚度25地脚螺钉直径12地脚螺钉数目66个轴承旁联接螺栓直径10机盖与机座联接螺栓直径8联接螺栓的间距150200165轴承端盖螺钉直径6窥视孔盖螺钉直径4.8定位销直径618、16、22 16、16.、2014、20 14、18轴承旁凸台半径1615凸台高度2135外机壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与内机壁距离16齿轮端面与内机壁距离16机盖、机座肋厚8.5轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度7.2轴承旁联接螺栓距离表7注：轴承旁联接螺栓距离应尽量靠近，以和互不干涉为准。二、箱体附件

30、的设计（一）窥视孔和视孔盖查“机械设计手册”，并同时考虑箱体的尺寸，设计结构如下：ABA1B1CKR螺钉尺寸螺钉数目102701321001171002M6X204表8图17图18（二）通气装置查“机械设计手册”，选用A型通气罩，其结构见装配图，结构尺寸如下表：(单位均为：mm)dd1d2d3d4DhabcM181.5M331.58316404012716表9（三）起吊装置为了便于拆卸及搬运，应在机盖和机座上铸出吊钩，根据“机械设计手册”等相关资料，自行设计了吊钩的结构尺寸，见装配图。 (四)放油孔和油塞放油孔设置在箱座底面最低处，以能将污油放尽。箱座底面常做成11.5倾斜面，在油孔附近应做成凹坑。螺塞有六角头圆柱选用圆柱细牙螺纹，加封油垫片。螺塞直径可按减速器的箱座壁厚的1.52.5倍选取。螺塞尺寸和油封垫片的